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机械设计基础课程设计zdd
机械设计基础课程设计
计算说明书
材料与冶金学院
冶金工程1006班
设计者:
赵大鹏指导教师:
李翠玲
2012
东北大学
1设计任务书
2电动机的选择计算
3传动装置的运动和动力参数计算
4传动零件的设计计算
4.1V带传动的设计计算
4.2圆柱齿轮传动的设计计算
5轴的设计计算
6滚动轴承的选择及其寿命计算
7键连接的选择和计算
8联轴器的选择
9润滑与密封
参考文献
1、设计任务书
1)设计题目:
设计胶带输送机的传动装置
2)工作条件:
工作年限
工作班制
工作环境
载荷性质
生产批量
8
2
L清洁—
平稳
p小批:
3)技术数据
题号
滚筒圆周
力F(N)
带速
v(m/s)
滚筒直径
D(mm)
滚筒长度
L(mm)
ZDD-8
1200
2.1
400
600
2、电动机的选择计算
2.1电动机的转速选择
2.1.1计算传动滚筒的转速
2.1.2电动机的转速
考虑经济性,可同步转速为1500或1000r/min的电动机。
选用丫系列三相异步电动机。
2.2电动机的输出功率
2.2.1工作机的功率
Pw二Fv二2520w二2.52kw
2.2.2传动装置的总效率
n6=0.96
根据表2-11-1确定各部分的效率:
V带传动效率
n1=0.95
一对滚动球轴承效率
n2=0.98
闭式齿轮的传动效率
n3=0.97
弹性联轴器效率
n4=0.99
滑动轴承传动效率
n5=0.97
传动滚筒效率
则总的传动总效率
n=0.99X0.98X0.98X0.97X0.95X0.97X0.96=0.816
2.2.3所需的电动机的输出功率
Pw
Pr3.09kw
n
2.3选择电动机型号
现以同步转速为丫112皿-4型(1500r/min)及Y132M1-6
no
型(1000r/min)两种方案比较,传动比i''14.257
nw
万案号
电动机型号
额定功率(kW)
同步转速
(r/min)
满载转速
(r/min)
总传动比
1
Y112M-4
4.0
1500
1440
14.26
2
Y132M1-6
4.0
1000
960
9.5
i2
nonw
=9.5;由表得电动机数据,
比较两种方案,为使传动装置结构紧凑,决定选用方案2
选电动机丫132M—6型,额定功率4.0kw,同步转速1000r/min,满载转速960r/min。
3、传动装置的运动及动力参数计算
3.e1分配传动比
3.1.1总传动比
n0
二9.5
nw
3.1.2各级传动比分配
取V带传动的i带=2.5,则齿轮传动的传动比为:
I闭=i/i带=9.5/2.5=3.8
3.2各轴功率、转速和转矩的计算
0轴:
(电动机轴)
P0=P=3.09kw
N0=96Or/min
To=955O*Po/n°=9550*3.09/960=30.74Nm
1轴:
(减速器高速轴)
Pi=F0*n带二3.09*0.95=2.9355kw
Ni=rb/i带=960/2.5=384r/min
Ti=9.55*Pi/ni=9.55*2.9355*1000/384=73Nm
2轴:
(减速器低速轴)
P2=p*n滚n齿=2.9355*0.98*0.97=2.79kw
N2=ni/i闭=384/3.8=101.05r/min
T3=9.55*2.79*1000/101.05=263.68Nm
3轴:
(即传动滚筒轴)
N3=rb=101.05r/min
P3=p2*n滚动n联=2.79*0.99*0.98=2.71kw
Ta=9.55*2.71*1000/101.05=256.12Nm
各轴运动及动力参数
轴序号
功率
P(kw)
转速n(r/min)
转矩(N.m)
传动形式
传动比
效率n
0
3.09
960
30.74
带传动
2.5
0.95
1
2.9355
384
73
齿轮传动滚动球轴承
3.8
0.9506
2
2.79
101.05
263.68
弹性联轴器滚动球轴承
1.0
0.9702
3
2.71
101.05
256.12
4、传动零件的设计计算
4.1.V带传动的设计计算
(1)选择V带型号
因为小轮的转速是960r/min,班制是2年,载荷变动小,取Ka=1.1;
Pc=Ka.P=1.1*3.09=3.399kw
根据PC与no,由图可得选用A型号带,ddlmin
=75mm取标准直径即ddi=100mm
(2).验算带速
V=3.14*ddi*n。
/60*1000=5.024;满足5m/s<=V<=25-30m/s;
(3).确定大带轮的标准直径:
Dd2=ni/n2*ddi=960/384*100=250mm;
(4).确定中心距a和带长Ld:
初定中心距a0,a0=(0.7-2.0)(dd1+cL)=245~~700mm取350mm
相应a0的带基准长度Ld0:
2
Ld0=2*a0+3.14/2*(d出+dd1)+(dd2—dd1)/4*a0=1265.57mm;
查表10-2可得,取Ld=1250mm;
由Ld放过来求实际的中心距a,
a=a0+(Ld-Ld0)/2=342.5mm(取343mm
(5).验算小轮包角a,
由式a1=1800-2r;
r=arcsin(dd2-dd"/2a可得,r=arcsin(250-100)/2*343=12.65a1=18d-2*12.630=154.7>1200
符合要求;
(ds6).计算带的根数;
Z=Pc/(P0+AP0)*Ka*Kl
查表可得,P0=1.0kw,AP0=0.13kw
查表10.6可得,Ka=0.926,
查表10.7,Kl=0.93
代入得,z=3.399/(0.13+1.0)*0.926*0.93=3.50
取4根;
(7).计算作用在轴上的载荷Fr和初拉力F0
Fr=2F0*z*sin(a1/2)=2*148.68*4*cosr=1141.76N
且F0为单根带的初拉力,
F0=500*Pc/v*z*(2.5/Ka-1)+qv2
=146.27N
(查表可得,q=0.10kg/m)
验算带的实际传动比,
i实=dd2/dd2=250/100=2.5
4.2圆柱齿轮传动的设计计算
(1)材料选择
小齿轮40Cr钢调质处理齿面硬度250-280HBS
大齿轮zg310-570钢正火处理齿面硬度162-185HBS
计算应力循环次数
N1=60n2jLh=603841(1030082)=1.11109
N2黑二2.92108
查图11-14,Zn1=1.0Zn2=1.10(允许一定点蚀)
由式11-15,Zx1=Z<2=1.0,
取Smir=1.0
由图11-13(b)得
二Hlim1=690MPa「Hlim2=440MPa
-H1
Hlim1
SHmin
2
ZN1ZX1=690N/mm
tH2晋ZN2Zx2=484N/mmf
SHmin
因H2J1「H1,故取hI!
.hJ=484N/mm2
(2)按齿面接触强度确定中心距
小轮转矩T1=73000N・mm初定螺旋角B=12°由图11-20得ZB=0.99
初取KtZ:
=1.0,由表11-5得ZE=188.9.N/mm2
减速传动,u二i=3.8;取\=0.4
由图11-7可得,Zh=2.45;
由式(11-32)计算中心距a
IKT1
ZhZeZ?
「2
1
^aU
1
J
a-(u1)3
实际传动比i实=生=3.73
Z1
传动比误差
I理一I实
一——灯00%=
I理
3.73一3.8100%=1.8%:
:
5%,
3.8
修正螺旋角B=arccos[Mn(Z2+Zi)]/(2a)=11.675与初选12°ZH,ZB可不修正
齿轮分度圆直径
di=mnZi=61.268mm
d2=mnZ2=228.732mm
由表11-6,取齿轮精度为8级.
(3)验算齿面接触疲劳强度
按电机驱动,载荷平稳,由表11-3,取KA=1.0
按8级精度和vz1/100=1.2330/100=0.369m/s,
得K/=1.02。
齿宽bh:
:
aa=0.4145=58mm。
由图11-3a,按b/d1=0.95,考虑轴的刚度较大和
齿轮相对轴承为非对称布置,得Kb=1.08。
由表11-4,得K=1.4
载荷系数K二KaKvK『K.=1.251.041.081.1=1.54由图11-4按Zv1=Z1/cos3B=31.94
3
Zv2=Z2/cosB=119.25得:
a1=0.846
a2=0.835
;a=;a1;a2=「681
查表11-6可得,Z;=0.775
由式11-31,计算齿面接触应力
I
巧=ZhZeZZ*2KT1U+1=245汉18897.775勺.08\bd1u
=44^4N/mm:
:
t^=484N/mm
21.54730003.81
5861.26823.8
故安全。
(4)验算齿根弯曲疲劳强度
按Zvi=31.94,Zv2=119.25,
由图11-10,得
YFa1=2.54,YFa2=2.19
由图11-11得
Ys:
1=1.62Ys:
2=1.81
由图11-12得
Y1:
=0.65
由式11-33计算许用弯曲应力
tF12KT1Yf1Ys.1YY:
=118.46MPa十f]1
bd〔mn
安全
!
「F2I-;「f1Yf'2Ys-:
2=114.12MPa:
:
[c]2YFa1YSa1
安全
(5)齿轮主要几何参数
Z1=30,z2=112,u=3.8,mn=2mm,B°=11.675
m=m/cosB=2.042mm
d1=61.268mm,d2=228.732mm,
da1=d1+2ham=65.268mm,da2=232.732mm
df1=d1-2(ha+c)m=56.267,df2=223.732mm齿宽b2=b1=58mm,b1=b2+(5~10)=66mm
5、轴的设计计算
5.1高速轴的设计
5.1.1选择轴的材料
45号钢
5.1.2按转矩初步估计轴伸直径
d_A3P=11032.935=21.67mm,受键槽影响加
Yn\384
大%5取"25mm
5.1.3设计轴的结构
考虑到密圭寸毡圈对轴径尺寸的要求,去d2=30mm
选择角接触球轴承,考虑到其对轴径的要求,取da=35mm
选择7207c型角接触球轴承。
5.1.4小齿轮上的作用力
2T1
圆周力Ft1,2384N
d1
轴向力Fa1=Ft1tan-■492.6N
径向力Fn=Ftitan:
n-:
-cos:
=886N
齿面间正压力Fn1=F『-Fa1=2591N
5.2低速轴的设计计算
5.2.1选择轴测材料
材料选择45号钢,调质处理
5.2.2.按轴矩初步估计轴伸直径
,轴径加大$%,,取小=35mm。
选择角接触球轴承
根据毡圈密封件的尺寸要求,取d2=40mm根据轴承内径的尺
寸要求,取d3=45mmd4=48mmds=58mm
箱体壁厚s=8mm箱体内壁距轴承座孔最外端的距离为8+G+C
+(5~8)=(8+20+16+5)=49
口=轴段超出轴承盖19mm
轴承端盖的厚度参考毡圈密封件的尺寸而定,取10mm
因T2=263.68Nm
1x2型弹性联轴器的公称转矩Tn=560》1.5T2选用此联轴器,
轴孔长度L=60mm
综上,确定轴各段长度如下:
L1=58mmL2=47mmL3=47mmL4=56mm大齿轮宽小2mm以
利于挡油盘给大齿轮定位)
I5=10mmL6=35mm
选择滚动轴承选择7209c型角接触球轴承
5.2.4轴的计算简图
大齿轮受力:
2T
圆周力Ft2305.6N
d
转矩T=9.55*106P/N=263.68nmm
径向力Fr二Fttg:
n/cos1=856.9N
轴向力Fa二Fttan-=1109N
5.2.5铅直面内的支座反力
据vMb=0,得
FAOQFrJO
Ray二-「1528NL 2Y=0,RBY=Fr-Ray=1152.8N 5.2.6水平面内的支座反力 d -RAz(LiL2)-Fa二FrL2=0 2 d FrL2_Fa- r2 L! L2 Rbz=Fr~■Raz-854.11N C点,垂直面内弯矩图 Mcy二RayJ=7.37104Nmm 水平面内弯矩M C点右M'cz=RbzL2=5.47104Nmm C点左,Mcz二RazL1=178.5Nmm a.合成弯矩图 C点右,MC=Y‘MCy+MCz=9.18汉104Nm C点左,M'c=\.‘MCy+MCZ=2.37O04Nmm 5.2.7作转矩T图 T3=2.64105Nmm5.2.8作当量弯矩图 该轴单向工作,转矩产生的弯曲应力按脉动循环应力考虑,取a=0.6 C点左边 MvC=JMC+化)2=1.75"05Nmm C点右边 M;c= D点 Mvd=MD: T。 2二: T=1.58105Nmm 5.2.9校核轴的强度 按当量转矩计算轴的直径: (轴的材料选择45号调质钢,查表13-1可得)由以上分析可见,C点弯矩值最大,而D点轴径最小,所以该 轴危险断面是C点和D点所在剖面。 查表8-1得二b=650N/mm2查表8-3得匸b]」.=60N/mm2。 因为有一个键槽de=30.78(10.05^32.32mm。 该值小于原 设计该点处轴径45mm故安全。 D点轴径dD-\0Mj/29.75mm 因为有一个键槽de=29.75(10.05)=31.24mm。 该值小于原 设计该点处轴径35mm,故安全。 6滚动轴承的选择及其寿命验算 6.1高速轴滚动轴承的选择及其寿命计算 6.1.1选择轴承类型及初定型号: 选7207c型角接触球轴承 6.1.2计算轴承的受力 6.1.3计算当量动载荷 由表14-15,G=17.5KNC=23.5KN 由表14-11,Xa==1,Ya==0Xb=1,Yb=0 当量动载荷: 由表14-8表14-9取ft=1.0fp=1.0 Lh二22261 6.2低速轴的滚动轴承选择及寿命计算 6.2.1选择轴承型号: 7209c角接触球轴承 6.2.2轴的受力 RFrL2 "JL2 T1528N Rby二Fr-RaY=1152.8N FrL2-Fad Raz2二2.79N Rbz二Fr-Raz二854.11N Aa=0 对b处轴承RB=Jrby2Rbz2=1434.7 A=Fa=1109N 6.2.3计算当量动载荷 Pb二XbRbYbAbT434.7 6.2.45计算轴承寿命: Lh=98560.6h符合要求 7键联接的选择和计算 7.1大齿轮与低速轴的链连接 轴径为48mm,选择b=14mmh=9m的平键L取50mm 由表9-7,[’p]=130MPa 4T2 「p67.82[「p] d4h(L-b) 7.2大带轮与高速轴的键连接 轴径为25,选择b=8mmh=7mm取32mm 「p=69.52[「p] 符合要求 8联轴器的选择 选择1x2型弹性柱销联轴器 9润滑与密封 9.1润滑脂选择 ZN2型钠基润滑脂 9.2密封装置的选择 选择毡圈密封圈 参考文献 《机械设计基础课程设计》 孙德志张伟华邓子龙编 《机械设计基础》 陈玉良王玉良李力主编
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